常規(guī)式游梁抽油機設計【說明書+CAD+SOLIDWORKS】

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附錄 一種新的檢測液壓油的機械試驗方法應用 施密特，克勞斯 產(chǎn)品開發(fā)和機械工程設計研究所，漢堡技術大學，德國 摘 要：本文介紹了在一臺新開發(fā)的試驗臺上進行一個摩擦磨損試驗，該試驗臺開發(fā)于涂漢堡哈爾堡，用于研究液壓油的潤滑性能。開發(fā)這種新的檢測方法的目的是為了更好的表述摩擦學與流體動力機械之間的影響與聯(lián)系，采用線接觸研究液壓油的潤滑性能表明，可利用摩擦、磨損和腐蝕試驗區(qū)分不同液體的潤滑性能。在不同的試驗通過不斷的改進試驗裝置和開發(fā)測試實驗的全自動控制程序來滿足高重復性的邊界條件。該試驗機的開發(fā)符合測試程序、形狀結(jié)構簡單的要求，可以從各種材料和生產(chǎn)設備公司生產(chǎn)，現(xiàn)有的這類公司都生產(chǎn)流體動力元件。 關鍵詞：液壓 流體 潤滑 試驗 1.引言： 液壓油的一個非常重要特點的是它可能使摩擦加載面分離以減少這種連接中的摩擦磨損，試驗測試液壓油潤滑性能最可靠的試驗是實地測試，即流體在典型工作條件和典型操作期間下的應用。出于多種原因，實地測試費時而且成本高，以及操作環(huán)境的不同應用方法通常也會很大不同，因此實地測試的結(jié)果往往不具有通用性。這種情況導致流體生產(chǎn)者以及靜壓機械生產(chǎn)者必須先在測試實驗室測試他們的產(chǎn)品，然后再去做現(xiàn)場試驗。應當清楚地看到，只有當他們能夠逼真的模擬出機器摩擦接觸時的狀態(tài)時，實驗室測試才能起到作用。 漢堡科技大學的產(chǎn)品開發(fā)和機械工程設計研究所開發(fā)了新的試驗臺和測試方法，用于研究液壓油的潤滑性能[1]，按照DIN51389，今后的這項測試可能代替葉片泵試驗[2]。該項目的目的是找到一個測試方法，盡可能的再現(xiàn)所有摩擦磨損對液壓機械的影響，通過簡單的測試形式和試驗臺的簡單測量，從中獲得力學參數(shù)。負載條件下的摩擦系統(tǒng)內(nèi)液壓件（接觸壓力，相對運動形式）、速度、析構函數(shù)和連接部分的屬性決定了連接區(qū)域的參數(shù)（溫度和幾何構造），對摩擦系統(tǒng)的摩擦系數(shù)、臨界載荷和磨損性能產(chǎn)生主要影響。測試方法和試驗機的開發(fā)源自研究項目DGMK514[3]，514-1[4]610[5]的一種系統(tǒng)方法。 2.主要測試儀器的安排 開發(fā)新的測試方法是為了實現(xiàn)以下目的： ·使定量測試結(jié)果精度高； ·測試樣本簡單，不需要特殊的制造技術； ·自動化、能耗低、測試液量小和測試時間短的測試方法。 對液壓件內(nèi)部的摩擦接觸的詳細分析是對這個新的測試方法和試驗臺詳細說明的基礎。設計方法、順序配置以及實驗的主要發(fā)現(xiàn)如圖1所示。這臺試驗臺的配置允許測試線接觸和面接觸。在研究過程中發(fā)現(xiàn)，線接觸更有趣，能夠產(chǎn)生數(shù)據(jù)區(qū)分不同液壓油的潤滑性能。這也是大多數(shù)的測試只使用線接觸數(shù)據(jù)的原因。 圖1 MPH試驗臺-主要測試儀器的安排 液壓油的潤滑性能量化參數(shù)如下： ·PHD,crit 壓力導致材料粘結(jié)掉落（金屬粘結(jié)磨損） ·μEx,average 線接觸的平均摩擦系數(shù) ·Vline 試樣滑塊的磨損量 這些參數(shù)的準確性和重復性確定了測試液壓油潤滑性能的優(yōu)劣程度，可分為高，中，低等。而對速度、轉(zhuǎn)矩和壓力等機械參數(shù)的精確測量、計算中考慮導向裝置和軸承中可能的摩擦接觸力、精確的方法測量和計算試樣的磨損體積是取得可靠結(jié)果的根本。 在研究過程中，為了改善測量的準確性和可重復性，對試驗臺做了許多的改進。 3.試驗條件 為了確定短期和長期測試（短期試驗是臨界載荷試驗，長期試驗是測試摩擦系數(shù)和磨損量）最佳試驗條件做了大量的測試工作，這些測試結(jié)果表明，試驗的起動過程對測試結(jié)果有重要影響。 3.1起動方法 起動過程通過設置補償參數(shù)和線接觸中運行控制來實現(xiàn)誤差調(diào)整。而這一起動過程的自動化使得后面的試驗誤差有了明顯的改善。 3.2短期試驗 短期試驗是用來尋找滑動接觸到開始磨損材料從自然到磨損的臨界壓力PHD,crit，作用在活塞上的壓力產(chǎn)生的臨界壓力使得摩擦接觸時起潤滑作用的潤滑膜消失，混合摩擦變?yōu)楣腆w摩擦。圖2顯示了一個典型的短期測試的參數(shù)隨時間改變情況。 圖2 短期測試參數(shù)的典型變化 3.3長期試驗 長期試驗是用來尋找線接觸具體工作流體摩擦系數(shù)和試樣滑塊的損失量。所有試驗的摩擦接觸的負載都是恒定的，這里的負載是指作用在活塞上的平均壓力，從而使得孔測試中作用于偏心軸和滑動器線接觸上的力恒定。圖3顯示了一個典型的長期測試的參數(shù)隨時間改變情況。 圖3 長期測試參數(shù)的典型變化 4.COMPLETET系列試驗結(jié)果 該項目對HL類、HLP類和HEES合成酯類礦物油進行了測試，試驗還把測試對象擴大到以多級機油和齒輪油為主的礦產(chǎn)和酯類?，F(xiàn)已完成測試階段的主要任務是找出這些類型油液的不同潤滑性能，因為它們可能代表著不同類型。最重要的一點是相同的流體多次測試結(jié)果要在一個狹窄的變換范圍，可查看平均值小偏離。本文介紹了有關6種不同類型液壓油的測試結(jié)果，其中一種HEES型，三種HLP型和兩種HL類型。所有油液都有抗腐蝕和老化添加劑，在HEES類和HLP類添加了不同濃度的EP、AW添加劑。 圖4中的表格提供一個典型測試的范圍絕對值。重要的是要看到，三次試驗得出的臨界壓力和平均摩擦系數(shù)或多或少接近平均值，而相同精度條件，相同油液下不同試驗試樣的體積損失顯示較大偏差。它也可以看出，臨界載荷、平均摩擦系數(shù)和體積損失之間有一定的對應關系。另一方面，該表顯示，比較流體相對潤滑能力并不是很容易的，因為大量的試驗結(jié)果都必須考慮進去。因此，不同的產(chǎn)生了不同的比較方式，這也顯示在圖4，如圖所示基于測試結(jié)果的等距介紹，數(shù)字橢球代表不同流體測量值，所有值以HF-1類油液作為參考基準。 圖4 試驗結(jié)果的絕對值和等距表示 圖5顯示了圖4三維圖可以清楚的看到用MPH試驗臺測試不但能夠區(qū)分不同類別的油液而且同類的中的不同油液也能區(qū)分。 圖5 結(jié)果參數(shù)的三維圖顯示（見圖4）的結(jié)果參數(shù) 結(jié)論 通過MPH項目大量的試驗結(jié)果表明，MPH試驗臺完全有測試區(qū)分液壓油的潤滑性能的能力，隨著試驗臺的設計改進和全自動控制的發(fā)展，試驗臺測試結(jié)果的重復性有所改善，通過最近試驗臺的試驗可以看出，摩擦系數(shù)和臨界壓力值平均偏差不超過±10％，試樣磨損量偏差范圍為最大量的±15％，這可通過更準確的測量技術來減少[6][7]。測試結(jié)果的重復性是MPH項目的要點，已取得的精確度可以用于其他用來測試液壓油試驗的比較標準。在葉片泵試驗也就是FZG試驗[8]中沒有確定試運行的最低數(shù)量，測試結(jié)果中也沒有精確要求。根據(jù)這兩項測試的標準流體分類只有一個試運行是必要的，這導致的結(jié)論是，假設至少每流體進行三次試運行，MPH試驗臺測試能比其他測試提供更好的可靠數(shù)據(jù)。 參考文獻 [1] Kessler, M., Entwicklung eines Testverfahrens zur mechanischen Prufung von Hydraulikflussigkeiten, Dissertation, Fortschritt-Berichte VDI, Reihe 1, Nr. 335, 2000. [2] DIN 51389, Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten in der Flugelzellenpumpe, Deutsches Institut fur Normung e.V., Beuth Verlag Berlin, 1982. [3] Kessler, M., Feldmann, D.G., Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten, DGMK Forschungsbericht 514, Hamburg, Juli 1999. [4] Kessler, M., Feldmann, D.G., Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten II, DGMK Forschungsbericht 514-1, Hamburg, Sept. 2001. [5] Schmidt, J.; Feldmann, D.G.; Padgurskas, Mechanische Prufung von Hydraulikflussigkeiten, DGMK Forschungsbericht 610, Hamburg, 2006. [6] Feldmann, D.G., Padgurskas, J., Analysis of the Lubrication Capabilities of Hydraulic Fluids using a Test Method with Line Contact, Engineering Materials & Tribology 2004, Riga, 23.-24. Sept. 2004. [7] Schmidt, J., Feldmann, D.G., Padgurskas, J., Application of a new test procedure for mechanical testing of hydraulic fluids, 5. International Fluid Power Conference, Vol. 2, p.269-280, Aachen, 20.-22. March 2006. [8] DIN 51354, FZG-Zahnrad-Verspannungs-Prufmaschine, Deutsches Institut fur Normung e.V., Beuth Verlag Berlin, 1990 11 前言 目前，采油方式有自噴采油法和機械采油法。在機械采油法中，有桿抽油系統(tǒng)是國內(nèi) 外油田最主要的，也是至今一直在機械采油方式中占絕對主導地位的人工舉升方式。有桿 抽油系統(tǒng)主要由抽油機、抽油桿、抽油泵等三部分組成，抽油機是有桿抽油系統(tǒng)最主要的 升舉設備。根據(jù)是否具有游梁，抽油機可以劃分為游梁式抽油機和無游梁式抽油機。而常 規(guī)游梁抽油機自誕生以來，歷經(jīng)百年使用，經(jīng)歷了各種工況和各種地域油田生產(chǎn)的考驗， 經(jīng)久不衰。目前仍在國內(nèi)外普通使用。常規(guī)游梁式抽油機以其結(jié)構簡單、耐用、操作簡便、 維護費用低等明顯優(yōu)勢，而區(qū)別于其他眾多拍油機類型，一直占據(jù)著有桿系采油地面設備 的主導地位。 游梁式抽油機的主體結(jié)構為曲柄搖桿機構。根據(jù)驢頭和曲柄搖桿機構相對于支架的位 置，游梁式抽油機的機構形式可以劃分為常規(guī)型和前置式兩種；根據(jù)平衡方式的不同，游 梁式抽油機可以劃分為曲柄平衡、游梁平衡和復合平衡。 常規(guī)型游梁式抽油機主要由發(fā)動機、三角皮帶、曲柄、連桿、橫梁、游梁、驢頭、懸 繩器、支架、撬座、制動系統(tǒng)及平衡重等組成。 發(fā)動機安裝在撬座上，其安裝位置有兩種，一種是將發(fā)動機置于整體尾部，另一種是 將發(fā)動機放在支架下面。 減速箱為二級齒輪傳動減速箱，傳動比為 30 左右．齒輪型式一般小功率用斜齒，大功 率用人字齒。近年來推廣使用點嚙合雙圓弧人字齒。 曲柄一端與減速器輸出軸固結(jié)，另一端與連桿鉸接． 連桿與橫梁常見有兩種型式：小型抽油機多為組焊結(jié)構，靠改變后臂長度來調(diào)節(jié)沖 程．大型抽油機多為整體機構，靠改變曲柄與連桿鉸接位置來調(diào)爺沖程。 游梁由型鋼組焊而成，也有用大型工字鋼整體制造。 驢頭由鋼板組焊而成，有上翻式、側(cè)轉(zhuǎn)式、拆繼式幾種形式。 平衡重為金屬塊。小型抽油機多裝于游梁尾部，大型抽油機多裝于曲柄兩翼．平衡重 可根據(jù)需要而調(diào)整。 本設計將對常規(guī)游梁式抽油機進行設計與計算，以達到對常規(guī)游梁式抽油機的優(yōu)化設 計的目的。 1 目錄 1 設計任務書 ............................................................................................................................................1 1.1 課題內(nèi)容 .........................................................................................................................................1 1.2 設計內(nèi)容: ........................................................................................................................................1 2 總體方案的設計 ....................................................................................................................................2 2.1 抽油機設計原理的確定 .................................................................................................................2 2.2 桿長尺寸的設計計算 .....................................................................................................................3 2.4 安裝尺寸與機構相關參數(shù) .............................................................................................................3 2.5 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系 .....................................................................................................3 3 游梁抽油機基本參數(shù)的確定 ................................................................................................................4 3.1 游梁抽油機的運動分析 .................................................................................................................4 3.2 游梁式抽油機懸點載荷計算 .........................................................................................................7 3.3 游梁式抽油機減速箱曲柄軸扭矩計算 .......................................................................................10 3.4 游梁抽油機的抽汲工況 ...............................................................................................................12 3.5 游梁式抽油機的電動機選擇計算 ...............................................................................................13 4 常規(guī)游梁是抽油機的平衡計算 ..........................................................................................................14 5 變速機構的傳動比分配及其結(jié)構確定 ..............................................................................................14 5.1 變速機構的傳動比分配 ...............................................................................................................14 6 主要部件的設計 ..................................................................................................................................15 6.1 曲柄 ...............................................................................................................................................15 6.2 游梁 ...............................................................................................................................................16 6.3 驢頭 ...............................................................................................................................................17 6.4 橫梁 ...............................................................................................................................................18 6.5 常規(guī)游梁抽油機裝配體 ...............................................................................................................18 參考文獻 .................................................................................................................................................19 致謝 .........................................................................................................................................................20 2 1 設計任務書 1.1 課題內(nèi)容 （1）主要參數(shù)：型號：CYJ3—2.1—13HB （2）最大載荷：30KN （3）沖程長度： 1.4，1.7，2.1（單位：m） （4）沖程次數(shù)：6，9，12 （單位： ）1min? 1.2 設計內(nèi)容: （1）總體方案設計（總體尺寸，四桿機構） ； （2）運動分析（計算位移、速度、加速度） ； （3）動力分析及平衡計算； （4）主要部件結(jié)構設計、計算； （5）電機選擇與油井匹配參數(shù)的確定； 2 總體方案的設計 2.1 抽油機設計原理的確定 目前，常規(guī)式游梁抽油機采用的是四桿機構原理。國內(nèi)外使用的游梁式抽油機四桿機 構的循環(huán)主要有一下三種：對稱循環(huán)、近似對稱循環(huán)和非對稱循環(huán)。在此我們采用近似對 稱循環(huán)四桿機構。 圖 2-1 游梁式抽油機四桿機構原理圖 近似對稱循環(huán)四桿機構主要參數(shù)參考范圍： （1）傳動角 ： 最大傳動角 和最小 近似對稱于 ，故?max?in?90 ， 。??50~4max???35~0min? （2）極位夾角 ：??4? （3）游梁最大擺角 ：??6max? （4）基桿傾斜角 : 可取 H-G=??2~32IJ? 3 （5） 5-0??下上 ? （6）懸點下死點時曲柄初始角 ：??5~4一 般 小 于 （7）各桿長之間相對時間限制： ， ，3.02.?JR85.07.?JL ， ，若 ，可取 ，若.04.?JL后 .L0.1后前 mS2.4ax 8.1.后前 。mS6~2.max?.25.?后前 2.2 桿長尺寸的設計計算 由于最大沖程 ，所以各個桿長之間存在以下關系： S3max? 由于本設計的最大沖程 ，所以，在此取 并且取mS1.2ax? 。小 5.0,4.,3125.??cba ，則其他桿長為：mR8.0?maLcRbL 1.235.6.1084..????小后前后 此外， )(430.8.22J ?????后 式中：R——曲柄半徑，m； ——游梁后臂長度，m;后L ——游梁前臂長度，m;前 ——連桿長度，m；L J——基桿長度（從曲柄旋轉(zhuǎn)中心到游梁支點的距離）m； 2.3 平衡方式的確定 目前，國內(nèi)外采用的機械平衡方式主要有：曲柄平衡、游梁平衡和復合平衡。由于本 5.0~4..3.4.1~?后 后前小 LRcbL 4 抽油機是短沖程、變沖次的工況要求，所以采用曲柄平衡。而曲柄平衡較游梁平衡來說， 調(diào)整更加方便。 2.4 安裝尺寸與機構相關參數(shù) （1）游梁支撐到底座的高度 3~6m （2）執(zhí)行機構的行程速度比系數(shù) 1.2 （3）減速器輸出軸中心到底座的高度 0.6m （4）曲柄半徑：0.5~1.2m 2.5 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系框圖如圖 2-2： 圖 2-2 常規(guī)游梁式抽油機零部件關系框圖 3 游梁抽油機基本參數(shù)的確定 3.1 游梁抽油機的運動分析 將四桿機構簡化為曲柄滑塊機構時，作懸點的運動規(guī)律計算。其簡化圖如下 5 圖 3-1 懸點的運動規(guī)律簡化圖 當 時，游梁與連桿的連接點處于上死點 ，相對應的懸點 C 處于下死點；當?0?? 1B 時，B 處于上死點 ,相對應的懸點 C 處于上死點 ?182BmRLO.18.0.21 ???? B 點的沖程長度 SB62? 取 B 點的位移零點，向下為位移的正方向，則任意曲柄轉(zhuǎn)角 時 B 點的位移 為： ?BS 由三角形 OAD 可得：OBLRO????11 ???? ?????22sin1sin1co)(4.08 )]cos1()cos1[()cos1()cos1( 0.28.??????????而 正 弦 定 理中 得 知 ，由式 中則 LLLLBROABRSD 所以， )]([????RSB 按二項式定理展開 ??22sin1sin1?? 6 B 點位移 S ???22 sin16.0)cos1(8.0sin)co1( ??????RB 1.2806.12:)2cos(in.0i256.10)2s(]in.0)co1[05. s(86.2]in2)cos1[ )]sin1(()2cos( )2sin.0(i48.1)in(si /56.02222 ??????????????? ? RLSRLaLvRLSavRaaBv Brdd cCC cCBt 后前后前后前后 前 后前 為移懸 點 沖 程 長 度 （ 最 大 位 ）（ 和 加 速 度速 度懸 點 的 位 移 為點 的 加 速 度 點 速 度， 則?????????????? 為了確定懸點最大加速度 ，可對 對 求導，并令其等于零，求得 取得極maxcc?maxc 值時的 角及對應的及加速度值? )(0sin41)(0sin]co[i2sini21 方 程 二，方 程 一則 后前 后前 ?????????LRdc 當 ，上面方程二無解，在此情況下，按方程一可得加速度極值在41?? 處，即上，下死點處。?80?? 7 94.0)4.01(256.)1(39.2)4.0(561.)(max2in2max2??????????????SRLSRL后前后前 當 懸點在 也取得極值，對此不時41?? )4(cos)(cos-11 ????????及 再討論。 3.2 游梁式抽油機懸點載荷計算 （一）懸點靜載荷的計算 在此，我們對上死點、下死點、上沖程和下沖程四種情況進行計算。 （1）上沖程 在此過程中，游動閥在柱塞上部油柱壓力的作用下關閉，而固定閥在柱塞下面泵筒內(nèi)、 外壓力差作用下打開。由于游動閥關閉，使得懸點承受抽油桿自重 和柱塞上油柱重 ，桿F油F 這兩個載荷方向都是向下。同時，因為固定閥打開，使得油管外一定沉沒度的油柱對柱塞 下表面產(chǎn)生方向向上的壓力 。所以，此過程中，懸點靜載荷 等于：壓F靜 上壓油桿靜 上 ???'' )()-(gh-LAg油桿 油沉油桿桿 沉油桿油桿桿 PLA?? ——抽油桿材料的密度，kg/m ;桿?3 ——原油的密度, kg/m ;油 A ——抽油桿橫截面面積, m ;桿 2 A——泵柱塞橫截面面積, m ; L——抽油桿長度或下泵深度,m; 8 h ——泵的沉沒度, m;沉 ——油井中動液面以上（即 L-L 段液柱） ，斷面積等于柱塞面積的油柱重，N.'油P沉 （2）下沖程 游動閥由于柱塞上下壓力差而打開，而固定閥在泵筒內(nèi)外壓力差作用下關閉。游動閥 打開，使懸點只承受抽油桿柱在有中重力 。固定閥關閉，使得油柱重力移到固定閥和'桿F 油管上。此時，其靜載荷 為靜 下 '桿靜 下F? （3）下死點 這時，油桿和連桿的載荷都發(fā)生了變化。 油桿在這一瞬間，其載荷發(fā)生了變化，變化量 ，載荷增減，'油靜 下靜 上 FF??? 使得抽油桿拉長，其伸長量 等于：桿?桿油桿桿 EAL'? E——鋼材的彈性模量， ).(10.22mNPaE或?? 油管在這一瞬時載荷也發(fā)生了變化，使得油管縮短，其油管柱縮短量 等于：管?管油管 EALF'? ——油管管壁的橫截面積管A 這樣一來，雖然懸點帶著柱塞一起往上移動，但是由于油管柱的縮短，使油管柱的下 端也跟著柱塞往上移動，柱塞對泵筒還是沒有相對運動，即還不能抽油，一直到懸點經(jīng)過 一段距離等于 以后，柱塞才開始抽油。管? 經(jīng)過上述分析，懸點從下死點到上死點雖然走過了沖程長度 S，但是因抽油桿柱和油 管柱的靜力變形結(jié)果，使得抽油泵柱塞的有效沖程長度 要比 S 小，所以效???S效 靜變形 的大小等于：? 9 ???桿 管桿桿油 管油桿油 管桿???)1('''AELP 稱為變形分配系數(shù)，一般可取 0.6~0.9。管桿A??1? （4）上死點 上死點的情況恰與下死點相反。在此不做深入計算。 經(jīng)過分析計算，在上、下沖程內(nèi)，懸點靜載荷隨著懸點位移的變化規(guī)律是一個平行四 邊形 ABCD。 圖 3-2 靜力示功圖 （二）懸點動載荷的大小和變化規(guī)律 在井較深，抽油機沖數(shù)較大的情況下，必須考慮動載荷的影響，動載荷是由慣性載荷 和振動載荷兩部分組成的。 （1）慣性載荷 慣性載荷包括抽油桿和油柱兩部分，即 F 和 F ，如果略去抽油桿柱和油柱的彈桿 慣 油 慣 性影響，可以認為，抽油桿柱以及油柱各點的運動規(guī)律和懸點完全一致，所以 F 和 F桿 慣 的大小和懸點加速度 a 大小成正比，而作用方向和后者相反。油 慣 c F =桿 慣 cag桿 10 F =油 慣 ??cag油 ——考慮油管過流斷面擴大引起油柱加速度降低的系數(shù)? 1??桿管桿桿管 桿 aAE? （1）慣性載荷對懸點總載荷的影響 上沖程時，柱塞（或抽油桿）帶著油桿運動，所以上沖程的慣性載荷 F 為：慣 上 F =F慣 上 cagmF桿桿 慣桿 慣油 慣油 慣桿 慣 ）（）（ ????11 m——表示油柱慣性載荷與抽油桿柱慣載荷的比值，利用式可得 m= 1 -)( 2?????桿管桿桿油桿管桿桿桿 桿油桿油桿 慣油 慣 ）（ ALgAP??? (三)懸點的最大載荷和最小載荷 懸點的最大載荷 F 和最小載荷 F ，特別是最大載荷 F ，特別是最大載荷 Fmaxminmax 是正確設計和選擇抽油機和抽油桿以及確定電動機功率的主要依據(jù)之一。max ）（桿 油桿 1790-))((2'max''aSnP?? 3.3 游梁式抽油機減速箱曲柄軸扭矩計算 對計算時采用的符號作如下解釋 F——懸點載荷，N; ——曲柄平衡塊重力，N ；平G ——曲柄平衡塊到曲柄旋轉(zhuǎn)中心的距離，m ；曲R ——曲柄自重，N；曲 ——曲柄重心到曲柄旋轉(zhuǎn)中心的距離，m;曲r ——連桿所受的拉力，N；LF 11 T——連桿力 在曲柄切像上的分力，沿曲柄旋轉(zhuǎn)的方向為正值，m;LP M——減速箱曲柄軸輸出扭矩，沿曲柄旋轉(zhuǎn)方向為正值，N.m. 為了便于分析，將曲柄平衡塊重力 及曲柄自重 折算至曲柄銷處，這種折算要平G曲 保證折算前后對曲柄旋轉(zhuǎn)中心的力矩不變，折算后的等效載荷用 來表示。eG 首先取游梁為研究對象，將諸力對游梁旋轉(zhuǎn)中心取力矩可得連桿力 為：LP11sin39756.20sin??????后前LF 則連桿力 在曲柄切向上的分力 T 為；LP11sin3975is??????后前LF 取曲柄為研究對象，為提升油井內(nèi)的抽油桿柱和油柱，減速箱曲柄軸輸出扭矩 M,曲柄 平衡塊重力與曲柄自重的等效載荷 所產(chǎn)生的扭矩共同克服切向力 T 所產(chǎn)生的扭矩，由曲eQ 柄平衡條件； Rsin(2??TRMeG0)??? M= ??sinsi1RLFe?后前 = ?iin39751e 上式中的第一項表示是懸點載荷 F 在曲柄上所產(chǎn)生的扭矩，稱為油井負荷扭矩； Fsin1??RLMP后前? 式中的 只取決于抽油機的幾何尺寸和曲柄轉(zhuǎn)角 ，其意義為單位懸點載荷在1sin??RL后前 ? 曲柄上所產(chǎn)生的扭矩，將其稱之為扭矩因數(shù)，用 表示；TF 12 1sin??RLTF后前? 式中的 為曲柄自重及曲柄平衡重在曲柄軸上所產(chǎn)生的扭矩，稱之為曲柄平衡扭?sinRGe 轉(zhuǎn)，用 表示；cM?sinsimaxcecMRG? 式中 ——曲柄最大平衡處扭矩，即曲柄處于水平位置（ ）時曲柄自maxC ??2709和? 重及曲柄平衡重對曲柄軸所產(chǎn)生的扭矩。 B 為抽油機的結(jié)構不平衡重，其值等于連桿與曲柄銷脫開時，為了保持游梁處于水平 位置而需要加在光桿上的力。此力向下時 B 取正值，向上時取負值。B 值可以實測，也可 以根據(jù)抽油機部件的重力計算。 對曲柄平衡抽油機可得如下公式； ?sjinMPTFCmax)(?? 扭矩因數(shù)； ?Cv 最大扭矩我們可以用勒瑪柴諾夫經(jīng)驗公式計算 )(236.0minaxmaxSM??? S——懸點的沖程長度，m ； ——曲柄的最大扭矩，N.m；ax ——懸點的最大載荷，N ；P ——懸點的最小載荷，N ；min 3.4 游梁抽油機的抽汲工況 目前，國內(nèi)外游梁式抽油機的抽汲工況主要分為五種：正常的、長沖程、短沖程、高 沖數(shù)的、低沖數(shù)的，五種工況的沖程長度和沖數(shù)的極值見表 表 3-1 沖程長度和沖數(shù)的極值 沖程長度 沖程次數(shù)抽汲工況 最大值 最小值 最大值 最小值 正常 1.2 2.4 5 15 長沖程 2.7 6.0 5 15 短沖程 0.3 1.2 5 15 高沖次 0.9 2.4 15 25 底沖次 0.3 1.5 2 5 在我國油田上絕大多數(shù)都采用正常的抽汲工況，但在我國東部主要油田都處于油田開 13 發(fā)中后期，油田含水量上升，因此目前長沖程抽汲工況增加，所以目前國內(nèi)外抽油機采用 的正常抽汲工況和短沖程抽汲工況還能夠滿足不同抽油井的實際要求。綜上所述，我們在 此次設計中還是以正常的為依據(jù)。 3.5 游梁式抽油機的電動機選擇計算 游梁式抽油機裝置的特點 （1） 負荷是脈動的，而且變化大； （2） 啟動困難，要求有大的啟動轉(zhuǎn)矩； （3） 所用的電動機功率不太大，一般不超過 40kW，小的只有幾千瓦，但總的數(shù)量大； （4） 在露天工作，要求電動機維護簡單、工作可靠。 結(jié)合工作特點及工況，在此選擇 Y 系列的三相異步封閉式鼠籠型電動機。 電動機額定功率的確定： 電動機功率與傳遞到減速箱從動軸（曲柄軸）上扭矩關系式為： 21950??nPM額 式中 M——傳到曲柄軸上的扭矩，N*m; ——電動機的額定功率，kW;額P n——曲柄軸轉(zhuǎn)數(shù)（懸點沖數(shù)）; ——傳動效率；? ——皮帶傳動效率；1 ——減速箱傳動效率。2 則電動機額定功率計算公式為： ?950MnP?額 然而，一般抽油機電動機按此表選用： 表 3-2 一般抽油機電動機選用表 14 根據(jù)上表，將電動機的額定功率 范圍確定在 =5.5~7.5kW。額P額 電動機轉(zhuǎn)速的確定 一般抽油機選用的減速箱傳動比為 ,帶傳動的傳動比為 ，一般39~28?i 721??di 。這是抽油機沖數(shù)按最大沖數(shù) 12r/min 計算。則電動機的轉(zhuǎn)速為：5~41?i 2340r/min~139285~41???）（）（電n 我們在這選用 Y132M-4 4 常規(guī)游梁是抽油機的平衡計算 下沖程時，驢頭懸點向下走完沖程長度 S，游梁的后臂提高，把能力儲存起來。 游梁部件自重抬高的距離為 ，儲存能量為 ，曲柄平衡重抬高的距離為后游LlR2游后游 G2LlR ，儲存的能量為 ，曲柄自重抬高的距離為 ，儲存的能量為 。所以曲R2平曲 G曲r曲曲 Gr2 平衡裝置儲存能量 Q 為?])2[(1'' 曲曲后前油桿曲平 rGRLBFRG?? 15 5 變速機構的傳動比分配及其結(jié)構確定 5.1 變速機構的傳動比分配 電動機型號 Y160L-8，其功率為 P=7.5 轉(zhuǎn)速為 N=720 則電動機輸出扭矩. =99.47967205950?npM電 減速箱參數(shù) ，主動齒輪軸齒數(shù)301?Z .斜齒輪齒數(shù)72 ，中間齒輪軸齒數(shù)43 ，人字齒輪齒數(shù)16?Z ，電動機皮帶輪皮d ，電動機皮帶輪342皮 ，電動機皮帶輪?皮 ，減速器大皮帶輪86大 皮d 減速器比： 29.75??sfi 皮帶輪速比（電動機配有三個皮帶輪，減速器主動軸上裝有一個大皮帶輪，故有三種 速比） 抽油機的總速比 892.571?總i462總 .03總i 在每一種速比下，減速箱被動輸出扭矩。 85714.3i629.1?皮皮皮imkNM.61.0547.932? 16 計算結(jié)果表明，其最大值輸出扭矩低于 26kN.m。因此，在設計該機時，選用 Y132M- 4 電動機，計算結(jié)果其最大輸出扭矩 ?maxM 該機的沖次分別為： 6714.0/2982.5/31??n 6 主要部件的設計 6.1 曲柄 曲柄是傳遞減速器輸出扭矩的主要部件，所以它必須具有一定的強度和傳動可靠性。 曲柄一般可用灰鑄鐵、球墨鑄鐵和鑄鋼制成。在曲柄平衡的抽油機上，兩件曲柄共同承受 的抽油機的全部載荷，因此要求曲柄有很高的承載能力，同時為了調(diào)整方便和安全，曲柄 上沒有導軌、擋塊、刻度線，可以根據(jù)抽油機工作條件調(diào)整平衡塊位置，使抽油機保持平 衡。擋塊可在緊固的情況下，防止平衡塊不致落下而發(fā)生事故。 此次，在一系列要求下， 用 QT700-2 制成大尺寸常規(guī)普通型曲柄。如圖 6-1. 6.1 連桿 每臺抽油機有兩根連桿，它是傳遞力矩的主要受力桿件，其主件可用管材，也可用其 他型材如工字鋼、槽鋼等。但一般多用厚壁無縫鋼管制成，在無縫鋼管的兩管端沒有上、 下接頭，上、下接頭通過焊接與無縫鋼管連接在一起。上接頭通過連接銷與橫梁連接在一 起，下接頭通過兩個螺栓與軸承盒連接在一起，從而完成力矩的傳遞。因此，對于上下接 頭與鋼管的焊縫是否能達到規(guī)定的強度而滿足使用要求就顯得尤為重要。如果兩根連桿中 有一根連桿失效，抽油機變成單臂傳動，很有可能被拉翻，造成嚴重的生產(chǎn)安全事故。焊 縫作為整個連桿的薄弱環(huán)節(jié)，都會引起設計人員高度重視，一般在設計中對焊縫的形式， 焊接工藝條件，要求以及檢驗方法和標準都提出較高的要求和明確的規(guī)定。同時為了保證 兩側(cè)連桿傳動平穩(wěn)和傳遞力矩的均衡一致，兩連桿的工作長度必須完全一致，即達到一定 的尺寸公差要求，這一要求通常用專用工藝裝備來保證。 所以，選用直徑為 80 的熱軋圓鋼為主件，而上下接頭均用 QT700-2 鑄成。如圖 6-2 圖 6-1 曲柄 17 圖 6-2 連桿 6.2 游梁 游梁是抽油機的主要承載部件，承擔著抽油機的全部工作載荷，因此必須要有足夠的 強度和一定的剛度。 選用工字鋼為主要部件，經(jīng)過鋼板加強后制成。其工字鋼選材為 。見圖 6-3198-T70/GB2356.140—AQ??? 6.3 驢頭 驢頭用來將游梁前端的往復圓弧運動變?yōu)槌橛蜅U的垂直直線往復運動，驢頭的圓弧半 徑 R 應等于前臂長度 ，為了保證在一定沖程長度下，將圓弧運動變?yōu)閼尹c的直線運動，前L 驢頭的圓弧面長度應為： max)3.1~2.(SS?弧 為驢頭懸點的最大沖程。驢頭采用腹板式結(jié)構焊接而成，并應用側(cè)翻讓位結(jié)構進行max 整修時的讓位。詳見圖 6-4。 18 圖 6-3 游梁 圖 6-4 驢頭 6.4 橫梁 橫梁用 HT200 鑄造而成，詳見圖 6-5 19 圖 6-5 橫梁 6.5 常規(guī)游梁抽油機裝配體 20 參考文獻 [1] 楊永昌、職黎光、賈逢軍，等. 游梁式抽油機全臺效率測試研究[J]. 石油礦場機械， 1996,25(5)：2-5. [2] 龍以寧. 游梁式抽油機曲柄銷可靠性討論[J]. 石油礦場機械，1992，21(5)：6-10. [3] 龐艷華、劉福剛、楊孝君，等. 游梁式抽油用電動機的節(jié)電措施[J].石油礦場機械 .2004，33(197)：79-81. [4] 張學魯、季祥云、羅仁全，等.游梁式抽油機的技術與運用.北京：石油工業(yè)出版社. 2001 年 4 月. [5] 韓成才. 石油鉆采設備[M].西安：陜西科學技術出版社.1999 年. [6] 鄔亦炯、劉卓均，等. 抽油機[M]. 北京：石油工業(yè)出版社，1994. [7]梁宏寶、伊蓮娜、孫旭東。游梁式抽油機節(jié)能技術改造綜述[J]黑龍江 東北石油大學 2011年2月 21 致謝 謝謝母校給了我們?nèi)绱撕玫慕虒W環(huán)境，謝謝各位老師多年來對我的關照和教誨，謝謝同學 們給我的幫助！謝謝你們！